1.2 Общее передаточное число привода

Требуемая частота вращения исполнительного механизма

n_вых = 250 об/мин.

Общее передаточное число привода

u_o= = =5,6.

Принимаем передаточное число зубчатой передачи u_з =2,8.

Передаточное число ременной передачи

U_р = = =2.

1.3 Частоты вращения валов

n₀=1444,5 об/мин – частота вала электродвигателя

n₁=722,25 об/мин – частота быстроходного вала

n₂=257,946 об/мин – частота тихоходного вала

1.4 Мощности, передаваемые валами.

P₀=P_тр=4,338 кВт,

P₁=P₁ η₁ η₃ =4,338•0.98•0.99 =4,209 кВт,

P₂=P₂ η₂=4,209•0.96=4,04 кВт

1.5 Крутящие моменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валу определяется по формуле T_i=9550 . Тогда

T₀=28,68 Н•м

T₁=55,65 Н•м

T₂=148,092 Н•м

2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Выбор материалов зубчатых колес

Определяем размеры характерных сечений заготовок по формулам (1), принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни. Тогда

D_m1=20• = 20• =53,198 мм,

S_m= 1.2•(1+u_З.П.) = 1.2•(1+2_.) = 15.96 мм.

Диаметр заготовки для колеса равен d_к = u•D_m1=2.8•53.198 =148.954 мм.

Выбираем для шестерни сталь 40, термообработка нормализация, твердость поверхности зуба шестерни 192…228 НВ, D_m1=80 мм > D_m,

Выбираем для колеса сталь 35, термообработка нормализация, твердость поверхности зуба колеса

163…192 НВ, S_m1=80 мм > S_m.

Определяем средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса

НВ₁= 0.5•(НВ_1min+ НВ_1max)= 0.5•(192+228)=210,

НВ₂= 0.5•(НВ_2min+ НВ_2max)= 0.5•(163+192)=177.5.

2.2. Определение допускаемых напряжений

2.2.1. Допускаемые контактные напряжения

_HPj= .

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

Для определения пределов контактной выносливости используем формулы из табл.5:

_Hlim1= 2 HВ₁ + 70==2•210+70=490 МПа.

_Hlim2= 2 НВ₂ + 70=2•177.5+70=425 МПа.

Коэффициенты безопасности S_H1=1.1, S_H2=1.1 (табл.2). Коэффициенты долговечности равны

К_HLj = 1.

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений N_HO1=1.123•10⁷, N_HO2 =2.5•10⁶ (табл.1).

Эквивалентные числа циклов напряжений определим по формуле

N_{HE j}= _h•N_Σj, ,

где коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы _h=0.5 (табл.6).

Суммарное число циклов нагружения равно

N_j = 60•n_j•c•t_{h ,}

где с=1, суммарное время работы передачи t_h=L•365•24•K_Г•К_С•ПВ_, ПВ=0.01•ПВ%.

ПВ=0.01•50=0.5_, t_h=5•365•24•0.8•0.7•0.5=12264 ч.

N_1 = 60•1444.5•12264=5,135•10⁸_, N_2 = 60•722.3 •12264=1,898•10⁸_.

N_HE1= 0.5•5,135•10⁸=2,657•10⁸_, N_HE2= 0.5•1,898•10⁸=9,490•10⁷.

Вычислим коэффициенты долговечности

К_HL1 = =0,677, К_HL2 = =0,634.

Примем значения величин К_HL1 и К_HL2 равными единице.( К_HL1 =1 К_HL2 =1)

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1= = 445,5 МПа, _HP2= = 386,4 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи

_HP=0.45 (_HP1+_HP2) 1.23•_HP2,

_HP=0.45(445.5+386.4)=374.3МПа,  =1.23•_HP2=475.272 МПа.

Учитывая, что _НР<1.23•_HP2, окончательно принимаем _HP=374.3 МПа.

2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба

.

Для определения величин, входящих в эту формулу, используем данные из табл.7:

Пределы изгибной выносливости зубьев:

_{F lim1}=1.75 НВ₁=1.75•210=367.5 МПа,

_{F lim2}=1.75 НВ₂=1.75•177.5=310.6 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе: S_F1=1.7, S_F2=1.7. Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки для нереверсивного привода: K_FС1=1, K_FС2=1.

Коэффициенты долговечности, определим по формуле

К_FLj = 1,

где qj - показатель степени кривой усталости q₁=6, q₂=6 (табл.6), N_FO = 4•10⁶ – базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе N_{FE j}= _Fj•N_Σj,, коэффициенты эквивалентности для тяжелого режима работы _F1=0.3, _F2=0.3 (табл.3).

N_FE1=0.3•5,135•10⁸=1.541•10⁸,

N_FE2=0.3•1,898•10⁸=5.694•10⁷

Поскольку N_FE1> N_FO и N_FE2> N_FO принимаем К_FL1=1 и К_FL2=1

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

= =216.2 МПа, = =182.7 МПа.